例61解該齒輪傳動為標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動，按表63所列公式利用EXCEL軟件進(jìn)行計算例63試設(shè)計某帶式輸送機(jī)單級減速器的斜齒輪傳動。已知輸入功率P144KW，小齒輪轉(zhuǎn)速N14565R/MIN，傳動比I335,兩班制每年工作300天，工作壽命8年。帶式輸送機(jī)運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，單向輸送。解（1）選定齒輪材料、熱處理方式、精度等級據(jù)題意，選閉式斜齒圓柱齒輪傳動。此減速器的功率較大，大、小齒輪均選硬齒面，齒輪材料均選用20CR，滲碳淬火，齒面硬度為5662HRC。齒輪精度初選7級。（2）初步選取主要參數(shù)取Z120，Z2IZ13352067，取A04，則D05I1A0534104088，符合表69范圍。（3）初選螺旋角12。（4）按輪齒齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計計算按式（634）計算法面模數(shù)213NF2D1F2COS,KTMYZSY確定公式內(nèi)各參數(shù)計算值載荷系數(shù)K查表66，取K12；小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩T16611144955109551030125104565PTN3NMM；復(fù)合齒形系數(shù)YFS由1133202137COSCOS12VZZ，2233677159COSCOS12VZZ，查圖621得，,FS1434YFS2396Y；重合度系數(shù)Y由T12111118832COS18832COS121642067ZZ得T0750750250250709164Y；螺旋角影響系數(shù)Y由1ND1DCOSZMBD及式（627）可得D1NTANSIN08820TAN121191ZBM，取1計算，1211120120Y09；許用應(yīng)力查圖622B，F(xiàn)LIM1FLIM2460MPA，查表67，取SF125，則FLIMF1F2F460368125SMPA；計算大、小齒輪的FSFY并進(jìn)行比較因為F1F2，故FS1FS2YYFS1FS2F1F2YY，于是213NF2D1F12COSKTMYZSY32322123012510COS1243407090924508820368MM。（5）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計計算按式（632）計算小齒輪分度圓直徑EH2131DH21ZZZZKTUDU確定公式中各參數(shù)值材料彈性影響系數(shù)ZE查表68,E1898MPAZ；由圖633選取區(qū)域系數(shù)H245Z；重合度系數(shù)TT41107813164Z；螺旋角影響系數(shù)99012COSCOSZ；許用應(yīng)力查圖619B，HLIM1HLIM21500MPA查表67,取SH1，則HLIMH1H2H15001501SMPA于是EH2131DH21ZZZZKTUDU32321230125103351189824507810990883351500（）MM3943，1N1COS3943COS12192820DMZMM。（6）幾何尺寸計算MNMAX245,1928245MM，；確定中心距根據(jù)設(shè)計準(zhǔn)則，按表61圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，取MN3MMN123206713342MZZMM，圓整取2COS2COS12AA135MM；確定螺旋角1232067ARCCOSARCCO22135NMZZA；N113206207COSCOS148351MZDMM；N2236720793COSCOS148351MZDMM；D108862075462BDMM；MM，取MM，取255B10521BB160BMM。（7）驗算初選精度等級是否合適圓周速度11DNV62074565148601000601000M/S，V20M/S且富余較大，可參考表65有關(guān)條件將精度等級定為8級。（8）結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖（略）。習(xí)題101螺紋主要類型有哪幾種說明它們的特點和用途。102在螺紋聯(lián)接中，為什么要采用防松裝置試列舉幾種最典型的防松裝置，繪出其結(jié)構(gòu)簡圖，說明其工作原理和結(jié)構(gòu)特點。103螺旋傳動按使用持點的不同，可分為哪幾類7試舉例說明其應(yīng)用場合。104半圓鍵聯(lián)接與普通平鍵聯(lián)接相比較，有什么優(yōu)缺點適用于什么場合105焊縫有哪些類型各適用什么場所106鉚接、焊接和粘接各有什么特點分別適用于什么情況107如圖所示為一拉桿螺紋聯(lián)接。已知拉桿受的載荷F50KN載荷穩(wěn)定，拉桿材料為Q235，拉桿螺栓性能等級選46級。試計算此拉桿螺栓的直徑。108如圖所示凸緣聯(lián)軸器用分布在直徑為D。250MM的圓上的6個性能等級為56級的普通螺拴，將兩半聯(lián)軸器緊固在一起，需傳遞的轉(zhuǎn)矩T1000NM。試計算螺栓的直徑。109如圖所示的螺栓聯(lián)接中，橫向載荷FS2500N，螺栓M27的材料為Q235，兩被聯(lián)接件間摩擦系數(shù)F102，試計算聯(lián)接所需的預(yù)緊力F，并驗算螺栓的強(qiáng)度。若裝配時用標(biāo)準(zhǔn)扳手扳手長度L15D，D為螺栓的公稱直徑擰緊，螺栓和螺母螺紋的當(dāng)量摩擦系數(shù)FV016，螺母支承端面和被聯(lián)接件間的摩擦系數(shù)F2018。則施加在扳手上的作用力為多少1010在一直徑D80MM的軸端，安裝一鋼制直齒圓柱齒輪如圖示，輪轂寬度B15D，試選擇鍵的尺寸，并計算其能傳遞的最大轉(zhuǎn)矩。題107圖題108圖題109圖題1010圖習(xí)題解答101解螺栓聯(lián)接螺栓聯(lián)接的結(jié)構(gòu)特點是被聯(lián)接件的孔中不加工螺紋，裝拆方便。螺栓聯(lián)接有兩種類型普通螺栓聯(lián)接和鉸制孔用螺栓聯(lián)接。普通螺栓聯(lián)接，螺栓與孔之間有間隙。這種聯(lián)接的優(yōu)點是加工簡便，成本低故應(yīng)用最廣。鉸制孔用螺栓聯(lián)接，其螺桿外徑與螺栓孔的內(nèi)徑具有同一基本尺寸，它適用于承受垂直于螺栓軸線的橫向載荷。螺釘聯(lián)接螺釘直接旋人被聯(lián)接件的螺紋孔中，省去了螺母，因此結(jié)構(gòu)上比較簡單、但這種聯(lián)接不宜經(jīng)常裝拆，以免被聯(lián)接件的螺紋孔因磨損而修復(fù)困難。雙頭螺柱聯(lián)接雙頭螺柱多用于較厚的被聯(lián)接件或為了結(jié)構(gòu)緊湊而采用盲孔的聯(lián)接。裝配時將雙頭螺柱的一端擰入被聯(lián)接件的螺紋孔中，另一端穿過另一被聯(lián)接件的通孔，再擰上螺母。雙頭螺柱聯(lián)接允許多次裝拆而不損壞被聯(lián)接零件。緊定螺釘聯(lián)接緊定螺釘聯(lián)接常用來固定兩零件的相對位置，并可傳送不大的力或轉(zhuǎn)矩。104解鍵主要用來實現(xiàn)軸和軸上零件之間的周向固定以傳遞轉(zhuǎn)矩。有些類型的鍵還可實現(xiàn)軸上零件的軸向固定或軸向移動。平鍵的兩側(cè)面是工作面，上表面與輪轂槽底之間留有間隙。這種鍵定心性較好、裝拆方便。雙鍵布置時，沿周向1800布置。半圓鍵也是以兩側(cè)面為工作面，它與平鍵一樣具有定心較好的優(yōu)點。半圓鍵能在槽中擺動以適應(yīng)轂槽底面，裝配方便。它的缺點是鍵槽對軸的削弱較大，只適用于輕載聯(lián)接。雙鍵布置時，布置在同一條母線上。習(xí)題111滑動軸承的軸瓦材料應(yīng)具有什么性能試舉幾種常用的軸瓦材料。112滑動軸承為什么常開設(shè)油孔及油槽油孔及油槽應(yīng)設(shè)在什么位置為什么油槽一般有哪些結(jié)構(gòu)設(shè)計時應(yīng)注意什么問題113校核鑄件清理滾筒上的一對滑動軸承。已知裝載量加自重F28000N,轉(zhuǎn)速40R/MIN，兩端軸頸的直徑D80MM，軸瓦寬徑比B/D14，材料為錫青銅ZCUSN10P1，潤滑脂潤滑。N114有一非液體摩擦向心滑動軸承，B/D15，軸承材料的5MPA,10MPAM/S，軸頸直徑100MM，軸的轉(zhuǎn)速1000R/MIN，試問它允許承受多大的徑向載荷PPVDN115試設(shè)計一起重機(jī)卷筒上的非液體摩擦向心滑動軸承。已知軸頸直徑90MM，軸的轉(zhuǎn)速9R/MIN，軸頸的徑向載荷100000N，軸承材料采用錫青銅。DNRF116一向心滑動軸承，軸頸角速度為，直徑為，相對間隙為D（D，為直徑間隙）。假定工作時軸頸與軸承同心，間隙內(nèi)充滿油，油的粘度為，軸瓦寬度為B。試證明油作用在軸頸上的阻力矩為22BDTF習(xí)題參考答案111滑動軸承的軸瓦材料應(yīng)具有什么性能試舉幾種常用的軸瓦材料。解滑動軸承的軸瓦材料應(yīng)具有的性能是1低摩擦系數(shù)，有良好的耐磨性、耐腐蝕性、抗膠合能力強(qiáng)；（2）熱膨脹系數(shù)小，有良好的導(dǎo)熱性；（3）有足夠的機(jī)械強(qiáng)度和可塑性。常用的軸瓦材料有軸承合金、銅合金、粉末合金、鑄鐵、塑料和橡膠等。112滑動軸承為什么常開設(shè)油孔及油槽油孔及油槽應(yīng)設(shè)在什么位置為什么油槽一般有哪些結(jié)構(gòu)設(shè)計時應(yīng)注意什么問題113校核鑄件清理滾筒上的一對滑動軸承。已知裝載量加自重F28000N,轉(zhuǎn)速40R/MIN，兩端軸頸的直徑D80MM，軸瓦寬徑比B/D14，材料為錫青銅ZCUSN10P1，潤滑脂潤滑。N112校核鑄件清理滾筒上的一對滑動軸承。已知裝載量加自重F18000N,轉(zhuǎn)速40R/MIN，兩端軸N頸的直徑D120MM，軸瓦寬徑比DB12，材料為錫青銅ZCUSN10P1，潤滑脂潤滑。解（1）求滑動軸承上的徑向載荷RF鑄件清理滾筒裝載后，一開動，載荷即自行均布。所以，兩端滑動軸承上受力相等，為280001400022RWFN（2）寬徑比/1BD4，則1480112BMM（3）按非液體摩擦計算驗算壓強(qiáng)P，由（114）得1400015611280RFPBDMPA驗算壓強(qiáng)，由（117）得PVMPAM/S14000314804002611280601000P軸瓦材料為錫青銅ZCUSN10P1，其15PMPA，15PVMPAM/S。因此所選材料足夠，兩軸承采用潤滑脂潤滑。114有一非液體摩擦向心滑動軸承，B/D15，軸承材料的5MPA,10MPAM/S，軸頸直徑100MM，軸的轉(zhuǎn)速1000R/MIN，試問它允許承受多大的徑向載荷PPVDN解（1）求滑動軸承的寬度B15100150MM（2）非液體摩擦向心滑動軸承應(yīng)滿足壓強(qiáng)P要求，由（114）得PBDFR150100575000N（3）非液體摩擦向心滑動軸承應(yīng)滿足要求，由（117）得PVDNPVBDFR/10006060100015010010/314100100028662N4由以上可知，該軸承允許承受最大的徑向載荷為28662N。115試設(shè)計一起重機(jī)卷筒上的非液體摩擦向心滑動軸承。已知軸頸直徑90MM，軸的轉(zhuǎn)速9R/MIN，軸頸的徑向載荷100000N，軸承材料采用錫青銅。DNRF解（1）取寬徑比，則21/DB1089021BMM（2）選擇軸承結(jié)構(gòu)并按非液體摩擦計算軸承采用整體式滑動軸承，軸瓦選用錫青銅ZCUSN10P1，其15PMPA，15PVMPAM/S。驗算壓強(qiáng)，由（114）得PMPAPFSFSYY計算重合度系數(shù)Y68860711750250750250AY設(shè)計計算MMYYZKTM65723FSFD6886000920247010985312232511211將模數(shù)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，取M3MM（4）幾何尺寸計算MM7224311MZD252843MZDMM2216284A2423221ZZMMM45072701DBD502BMM,取MM605510521BBMM,取601BMM（5）校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度UUT11BDKZZZHEH221式中MPAZE818952HZ8703711434AZ351004531537250109835128705289112KH25211UUBDTZZZHEHH接觸疲勞強(qiáng)度足夠。輪的實際圓周速度（6）齒VV合適3579664612531518000由式917得（6）確定帶的根數(shù)KKPPPZLC00由表94查得P0219KW,由表96查得P00459KW572565145021NNI由表97查得KA096由表93查得KL0989753912190459096098Z取4根。7）計算軸上的壓力由表91查得Q017KG/M,故由式918得初拉力F020ZV152500QVKPFC2500105251017949221861531237179494096N由式919得作用在軸上的壓力FQ010162882SIN2423717SIN18762222QFZFN95解（參考例題）解（1）選擇普通V帶型號由表95查得KA14，由式910得AP1475105KW（2）由表92取DPCK由圖97選用A型V帶確定帶輪基準(zhǔn)直徑D1和D2190MM,由式96得35226565/0201901450/12112NDNDMM由表，但其誤差小于5，故允許）（3）驗算帶速由式912得92取D2224MM（雖使N2略有增加11100060NDV836601000901450介于，合適。（4）確定帶長和中心距A由式913得初定中心距A0450MM。由式914帶長525M/S范圍內(nèi)27021021DDADD22490222490700A62882190A所以有得0212DDDD2100422AALMM140344224902450250902242400MM，由式915得實際中心距00由表93選用LD154482/140314004502/LLAADMM（5）驗算小帶輪上的包角1得由式91601201180ADD357,120881623575448902241800000合適（6）確定帶的根數(shù)由式917得KKPPPZLC00由表表96查得P00169KW94查得P0107KW,由572565145021NNI由表97查得KA096由表93查得KL0961999609601690071510取10根。Z7）計算軸上的壓力由表91查得Q01KG/M,故由式918得初拉力F020ZV152500QVKPFC97127836101960525105002N10836由式919得作用在軸上的壓力FQ892530288F162SIN109712722SIN2010ZFQN由圖97選用B型V帶（2）確定帶輪基準(zhǔn)直徑D1和D2式96得帶的根數(shù)太多，選B型帶。由表92取D1125MM,由1251450/1211238314565/0201NDNDMM由表但其誤差小于5，故允許）（3）驗算帶速由式912得92取D2315MM（雖使N2略有減少，11100060NDV4996010001251450介于，合適。（4）確定帶長和中心距A由式913得初定中心距A0600MM。由式914帶長525M/S范圍內(nèi)27021021DDADD3151252315125700A所以有8803080A得0212DDDD2100422AALMM1919066004125315315125600222由表93選用LD2000MM，由式915得實際中心距00966462/19190620006002/LLAAD1MM（5）驗算小帶輪上的包角由式916得01201180ADD357,12088162357966461253151800000合適（6）確定帶的根數(shù)由式917得KKPPPZLC00由表表96查得P00459KW94查得P0219KW,由572565145021NNI由表97查得KA096由表93查得KL0982149809604590192510取5根。Z7）計算軸上的壓力由表91查得Q017KG/M,故由式918得初拉力F020ZV152500QVKPFC81924991701960525105002N5499由式919得作用在軸上的壓力FQ521906288162SIN5819222SIN2010FZFQN97解（1）離心拉力FC由表99得08A鏈條的每米長質(zhì)量Q06KG/M，節(jié)距P127MM，則1117127150054/601000601000ZPNS拉力FY水平布置，則垂度系數(shù)KY6。中心距VM22060540175NCFQV2垂度4040127508APMM058M。則垂度拉力FYN6069805081792YYFKQGA3鏈的緊邊和松邊拉力圓周力1000100015/054277778FPVN邊拉力緊212777781790175279588YCFFFFN98解解（1）確定鏈輪齒數(shù)假定/S，由表910取小鏈輪齒數(shù)Z123，故Z2IZ1N1Z1/N297023/320692）確定鏈條節(jié)數(shù)松邊拉力217920175181YCFFF（參考例題）V38M（初定中心距A050P由式922得2122102ZZPZZAL022APP147223696357122692371263522取鏈條節(jié)數(shù)LP148（3）確定由式924得鏈節(jié)距PTZACKKKPKP由表911查得KA13圖918所示的左側(cè)，由表912得估計此鏈傳動工作于231192319Z0810811ZK111100148100260260PLLK選用雙排鏈,由表913查得KP17，故3554212311117CPKW由圖918查得，選用08A鏈條，節(jié)距P127MM。（4）中心距中心距，可取因中心距可以調(diào)節(jié)，不必計算實際AA050P50127635MM由式920得（5）驗算鏈速SMPNZV7249707122311/100060100060符合原應(yīng)采用油浴或飛濺潤滑。（7）作用在軸上的壓力假定（6）選擇潤滑方式由圖919查得1375100010002060472AKPFNV取F13F13Q13FFQ20602678N例112某工程機(jī)械傳動裝置中軸承的配置形式如圖1110所示，暫定軸承型號為7207AC。已知軸承載荷1000N，2100N，900N，轉(zhuǎn)速970R/MIN，運轉(zhuǎn)中受中等沖擊，常溫下工作，預(yù)期壽命3000H，試問所選軸承型號是否恰當(dāng)。1RF/HL2RFAFN解（1）先計算軸承1、2的軸向力、1AF2AF由表119查得軸承的內(nèi)部軸向力為N（方向見圖所示）110680681000680RFFN（方向見圖所示）2206806821001428RFF因為N214289002328AFF1F所以軸承1為壓緊端N；122328AAFFF而軸承2為放松端N221428AFF圖1110例112的軸承裝置（2）計算軸承1、2的當(dāng)量動載荷由表118查得E068，而11232823280681000ARFF；2214280682100ARFEF由表118可得041、087；1、0。故當(dāng)量動載荷為1X1Y2X2Y11111ARFYFXP0411000087232824354N22222ARFYFXP12100014282100N（3）計算所需的徑向基本額定動載荷/RC因軸的結(jié)構(gòu)要求兩端選擇同樣尺寸的軸承，今，故應(yīng)以軸承1的徑向當(dāng)量動載荷為計算依據(jù)。因常溫下工作，查表115得1；受中等沖擊載荷，查表116得1P2P1PTFDF15。所以1/31/3/116660152435460970300020417510110DRHTFPNCLFN（4）查滾動軸承樣本或機(jī)械設(shè)計手冊，得7207AC軸承的徑向基本額定動載荷29000N。因為，故所選7207AC軸承適用。RC/1RCRCFNF習(xí)題111滑動軸承的軸瓦材料應(yīng)具有什么性能試舉幾種常用的軸瓦材料。112滑動軸承為什么常開設(shè)油孔及油槽油孔及油槽應(yīng)設(shè)在什么位置為什么油槽一般有哪些結(jié)構(gòu)設(shè)計時應(yīng)注意什么問題113校核鑄件清理滾筒上的一對滑動軸承。已知裝載量加自重F28000N,轉(zhuǎn)速40R/MIN，兩端軸頸的直徑D80MM，軸瓦寬徑比B/D14，材料為錫青銅ZCUSN10P1，潤滑脂潤滑。N114有一非液體摩擦向心滑動軸承，B/D15，軸承材料的5MPA,10MPAM/S，軸頸直徑100MM，軸的轉(zhuǎn)速1000R/MIN，試問它允許承受多大的徑向載荷PPVDN115試設(shè)計一起重機(jī)卷筒上的非液體摩擦向心滑動軸承。已知軸頸直徑90MM，軸的轉(zhuǎn)速9R/MIN，軸頸的徑向載荷100000N，軸承材料采用錫青銅。DNRF116一向心滑動軸承，軸頸角速度為，直徑為，相對間隙為D（D，為直徑間隙）。假定工作時軸頸與軸承同心，間隙內(nèi)充滿油，油的粘度為，軸瓦寬度為B。試證明油作用在軸頸上的阻力矩為22BDTF習(xí)題參考答案111滑動軸承的軸瓦材料應(yīng)具有什么性能試舉幾種常用的軸瓦材料。解滑動軸承的軸瓦材料應(yīng)具有的性能是1低摩擦系數(shù)，有良好的耐磨性、耐腐蝕性、抗膠合能力強(qiáng)；（2）熱膨脹系數(shù)小，有良好的導(dǎo)熱性；（3）有足夠的機(jī)械強(qiáng)度和可塑性。常用的軸瓦材料有軸承合金、銅合金、粉末合金、鑄鐵、塑料和橡膠等。112滑動軸承為什么常開設(shè)油孔及油槽油孔及油槽應(yīng)設(shè)在什么位置為什么油槽一般有哪些結(jié)構(gòu)設(shè)計時應(yīng)注意什么問題113校核鑄件清理滾筒上的一對滑動軸承。已知裝載量加自重F28000N,轉(zhuǎn)速40R/MIN，兩端軸頸的直徑D80MM，軸瓦寬徑比B/D14，材料為錫青銅ZCUSN10P1，潤滑脂潤滑。N112校核鑄件清理滾筒上的一對滑動軸承。已知裝載量加自重F18000N,轉(zhuǎn)速40R/MIN，兩端軸N頸的直徑D120MM，軸瓦寬徑比DB12，材料為錫青銅ZCUSN10P1，潤滑脂潤滑。解（1）求滑動軸承上的徑向載荷RF鑄件清理滾筒裝載后，一開動，載荷即自行均布。所以，兩端滑動軸承上受力相等，為280001400022RWFN（2）寬徑比/1BD4，則1480112BMM（3）按非液體摩擦計算驗算壓強(qiáng)P，由（114）得1400015611280RFPBDMPA驗算壓強(qiáng)，由（117）得PVMPAM/S14000314804002611280601000P軸瓦材料為錫青銅ZCUSN10P1，其15PMPA，15PVMPAM/S。因此所選材料足夠，兩軸承采用潤滑脂潤滑。114有一非液體摩擦向心滑動軸承，B/D15，軸承材料的5MPA,10MPAM/S，軸頸直徑100MM，軸的轉(zhuǎn)速1000R/MIN，試問它允許承受多大的徑向載荷PPVDN解（1）求滑動軸承的寬度B15100150MM（2）非液體摩擦向心滑動軸承應(yīng)滿足壓強(qiáng)P要求，由（114）得PBDFR150100575000N（3）非液體摩擦向心滑動軸承應(yīng)滿足要求，由（117）得PVDNPVBDFR/10006060100015010010/314100100028662N4由以上可知，該軸承允許承受最大的徑向載荷為28662N。115試設(shè)計一起重機(jī)卷筒上的非液體摩擦向心滑動軸承。已知軸頸直徑90MM，軸的轉(zhuǎn)速9R/MIN，軸頸的徑向載荷100000N，軸承材料采用錫青銅。DNRF解（1）取寬徑比，則21/DB1089021BMM（2）選擇軸承結(jié)構(gòu)并按非液體摩擦計算軸承采用整體式滑動軸承，軸瓦選用錫青銅ZCUSN10P1，其15PMPA，15PVMPAM/S。驗算壓強(qiáng)，由（114）得PMPAP合適。（6）確定帶的根數(shù)Z由式917得00LCPZPPKK，由表94查得P0377KW,由表96查得P003KW由表97查得KA096由表92查得KL103，4740319603077318Z，取5根。（7）計算軸上的壓力F0由表91查得Q017KG/M,故由式918得初拉力F02C0500251PFQVZVK75301161017019605216105185002N，由式（919）得作用在軸上的壓力FQ01Q0162842SIN2530175SIN29837322FZFN。（8）帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制零件圖（略）設(shè)計后帶傳動實際傳動比IV帶425/200212521，使軸轉(zhuǎn)速N略有降低，誤差小于5。若保持斜齒輪傳動比I齒輪3386，則輸送帶速度下降幅度在允許范圍內(nèi)；也可在保證總傳動比不變的前提下重新分配傳動比，則輸送帶速度滿足25M/S。本章采用后者IV2125，斜齒輪傳動比I齒輪711/2125335，此時，重新計算軸的輸入轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩（其他參數(shù)不變）NN電機(jī)/IV帶970/21254565R/MIN，T955106P/N955106144/456530125103NMM。五、斜齒輪傳動設(shè)計計算見例63P87例63改為例63試設(shè)計某帶式輸送機(jī)單級減速器的斜齒輪傳動。已知輸入功率P144KW，小齒輪轉(zhuǎn)速N14565R/MIN，傳動比I335,兩班制每年工作300天，工作壽命8年。帶式輸送機(jī)運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，單向輸送。解（1）選定齒輪材料、熱處理方式、精度等級據(jù)題意，選閉式斜齒圓柱齒輪傳動。此減速器的功率較大，大、小齒輪均選硬齒面，齒輪材料均選用20CR，滲碳淬火，齒面硬度為5662HRC。齒輪精度初選7級。（2）初步選取主要參數(shù)取Z120，Z2IZ13352067，取A04，則D05I1A0534104088，符合表69范圍。（3）初選螺旋角12。（4）按輪齒齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計計算按式（634）計算法面模數(shù)213NF2D1F2COS,KTMYZSY確定公式內(nèi)各參數(shù)計算值載荷系數(shù)K查表66，取K12；小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩T16611144955109551030125104565PTN3NMM；復(fù)合齒形系數(shù)YFS由1133202137COSCOS12VZZ，2233677159COSCOS12VZZ，查圖621得，,FS1434YFS2396Y；重合度系數(shù)Y由T12111118832COS18832COS121642067ZZ得T0750750250250709164Y；螺旋角影響系數(shù)Y由1ND1DCOSZMBD及式（627）可得D1NTANSIN08820TAN121191ZBM，取1計算，1211120120Y09；許用應(yīng)力查圖622B，460MPA，F(xiàn)LIM1FLIM2查表67，取SF125，則FLIMF1F2F460368125SMPA；計算大、小齒輪的FSFY并進(jìn)行比較因為F1F2，故FS1FS2YYFS1FS2F1F2YY，于是213NF2D1F12COSKTMYZSY32322123012510COS1243407090924508820368MM。（5）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計計算按式（632）計算小齒輪分度圓直徑EH2131DH21ZZZZKTUDU確定公式中各參數(shù)值材料彈性影響系數(shù)ZE查表68,E1898MPAZ；由圖633選取區(qū)域系數(shù)H245Z；重合度系數(shù)TT41107813164Z；螺旋角影響系數(shù)99012COSCOSZ；許用應(yīng)力查圖619B，HLIM1HLIM21500MPA查表67,取SH1，則HLIMH1H2H15001501SMPA于是EH2131DH21ZZZZKTUDU32321230125103351189824507810990883351500（）MM3943，1N1COS3943COS12192820DMZMM。（6）幾何尺寸計算MNMAX245,1928245MM，；確定中心距根據(jù)設(shè)計準(zhǔn)則，按表61圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，取MN3MMN123206713342MZZMM，圓整取2COS2COS12AA135MM；確定螺旋角1232067ARCCOSARCCO22135NMZZA；N1132062COSCOS148351MZDMM；N22367208COSCOS148351MZDMM；D1088625456BDMM；MM，取取10MM，255B521BB160BMM。（7）驗算初選精度等級是否合適圓周速度11DNV624565148601000601000M/S，V20M/S且富余較大，可參考表65有關(guān)條件將精度等級定為8級。（8）結(jié)、軸的設(shè)計計算見例141。構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖（略）。六低速軸設(shè)計計算P206131改為示單級齒輪減速器，已知高速軸的輸入功率P1144KW，轉(zhuǎn)速N14565R/MIN；齒輪定軸上零件的裝配方案（見1441節(jié)）6）P2P1121440990971383KW1為高速軸滾動軸承的效例例141如圖145所傳動主要參數(shù)法向模數(shù)MN3MM，傳動比I335，小齒輪齒數(shù)Z120，分度圓的螺旋角14506，小齒輪分度圓直徑D162MM，大齒輪分度圓直徑D2208MM，中心矩A135MM，齒寬B160MM，B255MM。要求設(shè)計低速軸。解（1）擬（2）確定軸上零件的定位和固定方式（見圖14（3）按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算軸的直徑選45號鋼，低速軸的輸入功率率，2為齒輪嚙合效率；輸出功率P2P2313830991369KW3為低速軸滾動軸承的效率；低速軸的轉(zhuǎn)速N2N1/I4565/3351363R/MIN?？傻?313P3MIN69103126478858571363DCNNULLNULLMM（4）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度和直徑,軸徑應(yīng)增加5，取55MM，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩從聯(lián)軸器向左取第一段，由于聯(lián)軸器處有一鍵槽66629551095510136910PNMM，CAA21413431363ATKTKN查標(biāo)準(zhǔn)GB/T50142003，選用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為L184MM,軸段長L180MM；L2軸承端蓋內(nèi)壁間80MM、徑為80MM，長度為L58MM；其直徑應(yīng)，長度L725MM。（5）06P2/N29551061383/1363969103NMM右起第二段,考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，取該軸段直徑為標(biāo)準(zhǔn)系列值的63MM，軸段長度長度端蓋端面與聯(lián)軸器端面間距。軸承端蓋尺寸按軸承外徑大小、連接螺栓尺寸來確定，根據(jù)便于軸承端蓋的裝拆及對軸承添加潤滑脂的要求，再結(jié)合箱體設(shè)計時軸承座結(jié)構(gòu)尺寸要求，取該軸段長L250MM；右起第三段，該段裝滾動軸承，取該軸段直徑為65MM，軸段長度L3軸承寬軸承端面與箱體距箱體內(nèi)壁與齒輪端面間距。因為軸承有軸向力和徑向力，暫選用角接觸球軸承7213C，其尺寸為DDB65MM120MM23MM，支反力作用點距軸承外端面242MM。根據(jù)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計中齒輪端面離箱體內(nèi)壁應(yīng)大于箱體壁厚、軸承端面距箱體內(nèi)壁約為315MM（脂潤滑取大值）等要求，取該軸段長L352MM；右起第四段，該段裝有齒輪，直徑取70MM，根據(jù)鍵連接強(qiáng)度計算（見例題112），齒輪輪轂長鍵長63MM。為了保證定位的可靠性，取軸的長度為L478MM；右起第五段，考慮齒輪的軸向定位，需有定位軸肩，取軸肩直右起第六段，該段為滾動軸承的定位軸肩因本齒輪傳動的圓周速度很小，可不考慮安裝擋油環(huán)，小于滾動軸承內(nèi)圈外徑，取74MM，長度L617MM；右起第七段，該段為滾動軸承安裝處，取軸徑65MM求齒輪上作用力的大小、方向作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為T29551圓周力3TN2T22969109317420822FD徑向力T2R2“TAN93173TAN2035082COSCOS14506FFOON軸向力FA2FT2TAN93174TAN145062468NFT2,、（6）作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立如圖1417所示的力學(xué)模型原圖尺寸“87N；FR2、FA2的方向如圖所示。軸承的徑向支反力根據(jù)軸承支反力的62”改為“64”、“106”改為“116”。水平面的徑向支反力FHAFHBFT2/2465垂直面的徑向支反力FVAFA2D2/2FR264/1282468208/23508264/12/37592N；容尚未修改）210382512N，F(xiàn)VBFA2D2/2FR2641282468208/23508264/128（7）畫彎矩圖（圖上內(nèi)剖面C處的彎矩水平面的彎矩MHCFHA64298NMM；垂直面的彎矩MVC1FVA64161103NMM，MVC2FVA64FA2D2/22406103NMM。合成彎矩2222C1129821612986MMMNM，HCVC2222C2HCVC2298224063832MMMN（8）畫轉(zhuǎn)矩圖TFT2D2/2969NM。為脈動循環(huán)，06，M。（9）畫當(dāng)量彎矩圖因軸是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩剖面C處的當(dāng)量彎矩2222EC2C23832069696963MMTNM。（10）判斷危險截面并驗算強(qiáng)度直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。軸的材料為45鋼，剖面C右側(cè)當(dāng)量彎矩最大，而其調(diào)處理，由表141查得許用彎曲應(yīng)力160MPA。EME/WME/（01D3）6963103/（01703）203MPA軸承B為壓緊端ABAA31725246856405FFFN；而軸承A為放松端AAA31725FFN（2）計算軸承A、B的當(dāng)量動載荷由表129查得E068，而AARA3172506846655FEF；ABRB56405094259862FEF由表129可得AX1、0；AYBX041、087。故當(dāng)量動載荷為BYAARAAAPXFYFA14665503172546655NBBRBBAPXFYFB041598620875640573616N（3）計算所需的徑向基本額定動載荷/RC因軸的結(jié)構(gòu)要求兩端選擇同樣尺寸的軸承，因為，故應(yīng)以軸承B的徑向當(dāng)量動載荷為計算依據(jù)。BPAPBP兩班制工作，一年按300個工作日計算，則LH16300314400H，因常溫下工作，查表126得1；受沖擊載荷較小，查表127得TFDF11，所以1/31/3DBRBH66T6011736166013631440039691711010FPNCLFN（4）查表125得7213AC軸承的徑向基本額定動載荷66500N。因為，故所選7213AC軸承安全。RC/RBCRC八、平鍵連接的選擇和計算大齒輪與軸的鍵連接設(shè)計計算見例112。圖1210例123的軸承裝置P165例102改為例112如圖1125A所示，齒輪輪轂與軸采用普通平鍵連接。己知軸徑D70MM，初定輪轂長度等于齒寬55MM，傳遞轉(zhuǎn)矩T969103NMM，有輕微沖擊，輪轂材料為40CR，軸的材料45鋼。試確定平鍵的連接尺寸，并校核連接強(qiáng)度。若連接強(qiáng)度不足，可采取什么措施解（1）選取平鍵尺寸選取A型普通平鍵，根據(jù)軸的直徑D70MM，查表116知平鍵的截面尺寸寬度B20MM，高H12MM，當(dāng)輪轂長度為55MM時，取鍵長L50MM。（2）校核鍵的連接強(qiáng)度查表117，得P100120MPA。由式（1122）得3PP4449691070125020TTDHLDHLB158MPAP。（3）改進(jìn)措施由于校核后平鍵的強(qiáng)度不夠，需采取改進(jìn)措施。方法之一是增大輪轂長度，根據(jù)計算，取輪轂長80MM、鍵長63MM是合適的。此外，（接原版）可采用雙鍵。九、聯(lián)軸器的選擇計算見例141十、箱體及其附件設(shè)計計算例91試設(shè)計某帶式輸送機(jī)傳動系統(tǒng)的V帶傳動，已知三相異步電動機(jī)的額定功率P15KW,轉(zhuǎn)速N970R/MIN，傳動比I21，兩班制工作。解（1）求求計計算算功功率率PC由式（910）得PCKAP，查表95工況系數(shù)KA12，得PC121518KW。（2）選擇普通V帶型號根據(jù)PC18KW和N1970R/MIN查圖97知應(yīng)選B型V帶。（3）確定帶輪基準(zhǔn)直徑D1、D2查表92知B型V帶輪的最小基準(zhǔn)直徑為125MM，又從圖97中查出D1建議值為160220MM，故暫取D1200MM。則由式（96）得大帶輪的基準(zhǔn)直徑為2112120010024116DIDMM，按表92取D2425MM。（4）驗算帶速由式（912）得112009701016601000601000DNM/S，介于525M/S范圍之內(nèi)，合適。（5）確定基準(zhǔn)長度LD和實際中心距A由式913得27021021DDADD，即，0072004252200425A所以有043751250,A初定中心距MM，0800A由式914得帶長為2210120222442520028002004252425976MMDDDDDLADA80由表93選用基準(zhǔn)長度LD2500MM，由式915得實際中心距0250025976800751222DDLLAAMM。中心距的變動范圍為AMINA0015LD7512001525007137MM，AMAXA003LD751200325008262MM。（6）驗算小帶輪包角1由式（916）得211425200180573180573162841207512DDA,合適。（7）確定V帶根數(shù)Z由式（917）得C00PZPPKKL，由表94查得P0377KW，由表96查得P003KW；由表97查得K096；由表93查得KL103，則1844737703096103Z，取Z5根。（8）求初拉力F0及帶輪軸上的壓力FQ由式（918）得2C0500251PFQZK，查表91知Q017KG/M，得2050018251017101630175510160965FN，由式（919）得10162842SIN2530175SIN29837322QFZFN結(jié)果選用5根B2500GB/T115441997的V帶，A773MM，D1200MM，D2400MM。（9）帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制零件圖（略）注意設(shè)計過程中（特別是靠前面的步驟）參數(shù)的選擇范圍較大，如小帶輪的最小基準(zhǔn)直徑D1可為160220MM，選擇余地大，不同取值會使設(shè)計結(jié)果產(chǎn)生較大的差異，比如可能導(dǎo)致V帶的根數(shù)達(dá)到6、7根之多。所以，在對參數(shù)取值時應(yīng)對結(jié)果的趨勢有所預(yù)見，如結(jié)果不合理，可適當(dāng)調(diào)整所取參數(shù)值重新設(shè)計。習(xí)題解答1搖桿返回擺角必須大于棘輪上一個齒所對應(yīng)的圓心角（否則下一個推程無效），360/409S（P/360）0075MM2為了避免剛性沖擊，撥盤圓銷入槽時速度應(yīng)沿槽輪的半徑方向，于是為使槽輪完成一次轉(zhuǎn)動，撥盤轉(zhuǎn)角21必須大于而小于2，所以內(nèi)槽輪機(jī)構(gòu)的圓銷數(shù)只能有一個，即N1。又槽輪每次轉(zhuǎn)動角度222/Z，運動系數(shù)3124（見教材各節(jié)末段總結(jié)）ZZZ222221ZZTTD22221132ZZ或221323/2123/2JDDTTT236121121NNNZN例112如圖1125A所示，齒輪輪轂與軸采用普通平鍵連接。己知軸徑D70MM，初定輪轂長度等于齒寬55MM，傳遞轉(zhuǎn)矩T969103NMM，有輕微沖擊，輪轂材料為40CR，軸的材料45鋼。試確定平鍵的連接尺寸，并校核連接強(qiáng)度。若連接強(qiáng)度不足，可采取什么措施解（1）選取平鍵尺寸選取A型普通平鍵，根據(jù)軸的直徑D70MM，查表116知平鍵的截面尺寸寬度B20MM，高H12MM，當(dāng)輪轂長度為55MM時，取鍵長L50MM。2校核鍵的連接強(qiáng)度查表117，得P100120MPA。由式（1122）得3PP4449691070125020TTDHLDHLB158MPAP。3改進(jìn)措施由于校核后平鍵的強(qiáng)度不夠，需采取改進(jìn)措施。方法之一是增大輪轂長度，根據(jù)計算，取輪轂長80MM、鍵長63MM是合適的。此外，（接原版）可采用雙鍵。習(xí)題解答1連接軸與軸以傳遞運動和轉(zhuǎn)矩；用來操縱機(jī)器傳動系統(tǒng)的斷續(xù)以便進(jìn)行變速及轉(zhuǎn)向等。2由于外齒的齒頂制成橢球面，且保證與內(nèi)齒嚙合后具有適當(dāng)?shù)捻斚逗蛡?cè)隙，故在傳動時，套筒可有軸向和徑向位移以及角位移。3從動，操縱機(jī)構(gòu)使其作軸向移動4當(dāng)所需制動力矩小，制動器體積小，重量輕且對安裝可靠性要求不高時，制動器通常安裝在傳動系統(tǒng)的高速軸上；反之安裝在低速軸上。5（1）類型選擇為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。（2）載荷計算公稱轉(zhuǎn)矩MNMNNPT48999601095509550，由表141查得22，故得計算轉(zhuǎn)矩AKMNMNTKTACA86218489922（3）型號選擇由GB432384中查得TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為250NM，許用最大轉(zhuǎn)速3800R/MIN，軸徑為3242MM之間，故滿足要求。其它計算從略。171解由題圖可知，傳動系統(tǒng)是一個空間定軸輪系，可分為兩個并聯(lián)支系12AB、3456789。傳動比計算包括轉(zhuǎn)動方向判斷和傳動比大小計算，題目要求判斷滾刀的輪齒旋向、計算齒數(shù)比Z5/Z7。在圖上用畫箭頭的方法判斷輪1、2、A、B、8、9等各空間交叉軸之間的轉(zhuǎn)向關(guān)系，滾刀切蝸輪相當(dāng)于蝸桿傳動，輪坯B與輪9、輪1與輪3分別同軸，轉(zhuǎn)速一致。輪3、4、5、6、7各軸互相平行，為平面定軸輪系，其轉(zhuǎn)向關(guān)系既可采用畫箭頭的方法也可采用（1）K的方法。經(jīng)過畫箭頭判斷，單頭滾刀輪齒的旋向應(yīng)為左旋。（圖上不應(yīng)有旋向線，下次印刷去掉）傳動比大小的計算I1B錯誤未定義書簽。錯誤未定義書簽。錯誤未定義書簽。1BNN212864179215115BAZZZZI3733467777356553571153NZZZZZNZZZZ錯誤未定義書簽。I89錯誤未定義書簽。899840401NZNZ于是由N1N3、N7N8、NBN9可求得齒數(shù)比572532ZZ72解由題圖可知，傳動系統(tǒng)是一個串聯(lián)的空間定軸輪系，已知輸入?yún)?shù)求輸出參數(shù)。在圖上用畫箭頭的方法判斷各輪軸之間的轉(zhuǎn)向關(guān)系，可判斷出齒條6的速度方向水平向右。傳動比大小計算22311331225405120202ZZNINZZ；3434434035NZINZ；54455460302ZNINZ；655555520480MM/MINVNDZMNNN，于是由N3N3、N4N4、N5N5可求得61466MM/MIN244M/SV73解由題圖可知，傳動系統(tǒng)是一個串聯(lián)的平面定軸輪系。1根據(jù)輪1和輪3同心，由中心距條件可得123222MMZZZZ2即22060ZZ解得220Z，同理得420Z2輪2、輪4為惰輪，則223515213601920ZZIZZ74解由題圖可知，鐘表傳動機(jī)構(gòu)是一個混聯(lián)的平面定軸輪系，N12（M、3、9）串聯(lián)2個并聯(lián)分支3456（S）78E、9101112（H）。之后又有2536064160SNZZISM6488M21012MH911242411286MHZZNINZZ75解由題圖可知，輪1、3均為太陽輪，傳動系統(tǒng)是一個差動輪系。當(dāng)輪1和輪3的轉(zhuǎn)動方向關(guān)系不同時，系桿H的速度將不同。利用其轉(zhuǎn)化輪系的傳動比進(jìn)行計算12311331220151160306HHHZZNNINNZZ；A同向，即21,NN6115050HHNN，解得，方向與相同。90R/MINHN31,NNB反向，即31,NN6115050HHNN，解得，方向與相同。30R/MINHN2N76解由題圖可知，手動葫蘆工作時，輪3為固定輪，傳動系統(tǒng)是一個行星輪系。利用其轉(zhuǎn)換輪系計算傳動比，則有123331215543130182HSHSHNNZZINNZZ252523103HSSHHSHSNNINNNNNQ77解由題圖可知，輪1為固定輪，傳動系統(tǒng)是一個行星輪系。利用其轉(zhuǎn)換輪系計算傳動比，則有011122121HHHHH2ZNNNIZNNN即11015151351215ZZ78解由題圖可知，輪3為固定輪，傳動系統(tǒng)是一個行星輪系。利用其轉(zhuǎn)換輪系計算傳動比，則有2132133211HHHZZNNIZZNN